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轴承的极限转速与配合-WebName
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轴承的极限转速
    轴承的转速主要受到轴承内部的摩擦发热引起的温升的限制，当转速超过某一界限后，轴承回因烧伤等而不能继续旋转。
    轴承的极限转速是指不产生导致烧伤的摩擦发热并可连续旋转的转速的界限值。因此，轴承的极限转速取决于轴承的类型、尺寸和精度以及润滑方式、润滑剂的质和量、保持架的材料和型式、载荷条件等各种因素。
    各类轴承采用脂润滑及油润滑(油浴润滑)时的极限转速分别载于各轴承尺寸表，其数值表示标准设计的轴承一般载荷条件(C/P≥13，Fa/Fr≤0.25左右)下旋转时转速的界限值。
另外，润滑剂根据其种类和牌号的不同，也可能虽优于其他性能但不适用于高速旋转。
1.1 极限转速的修正
    载荷条件C/P<13既当量动载荷P超过基本额定动载荷C的8%左右)，或承受的合成载荷中的轴向载荷超过径向载荷的25%时，要用式(8.1)对极限转速进行修正。
这里，
Na：修正后的极限转速，rpm
F1：与载荷条件有关的修正系数(8.1)
F2：与合成载荷有关的修正系数(8.2)
N：一般载荷条件下的极限转速，rpm
(参照轴承尺寸表)
C：基本额定动载荷，N(kgf)
P：当量动载荷，N(kgf)
Fr：径向载荷，N(kgf)
Fa：轴向载荷，N(kgf)
图1.1与载荷条件有关的修正系数f1
1.2 带密封圈球轴承的极限转速
    带接触式密封圈(RS型)球轴承的极限转速受到密封圈接触面线速度的限制，允许线速度取决于密封圈的橡胶材质。
图1.2与合成载荷有关的修正系数f2
1.3 带密封圈球轴承的极限转速
    轴承在高速旋转、尤其是转速接近或超过尺寸表中的极限转速时，主要应注意如下事项：
(1) 使用精密轴承
(2)分析轴承内部游隙(考虑温升产生的轴承内部游隙减少量)
(3)分析保持架的材料和型式(对于高速旋转；适合采用铜合金或酚醛树脂车制保持架。另外也有适用于高速旋转的合成树脂成型保持架)
(4)分析润滑方式(采用适用于高速旋转的循环润滑、喷射润滑、油雾润滑和油气润滑等润滑方式)
8.4 轴承的磨擦系数
    为便于滑动轴承比较，滚动轴承的摩擦力矩可按轴承内径由下式计算：
这里，
M： 摩擦力矩，
mN,m{kgf,mm}
μ：摩擦系数，表(1.1)
P：轴承载荷，N{kgf}
    摩擦系数μ受轴承型式、轴承载荷、转速、润滑方式等的影响较大，一般条件下稳定旋转时的摩擦系数参考值如表8.1所示。对于滑动轴承，一般μ=0.01-0.01，有时也达0.1-0.2。
表1.1各类轴承的摩擦系数μ
轴承的配合
1.1 配合的目的
    配合的目的在于是轴承内圈或外圈牢固地与轴或外壳固定，以免在相互配合上出现不利的轴向滑动。
这种不利的轴向滑动（称做蠕变）会引起异常发热、配合面磨损（进而使磨损铁粉侵入轴承内部）以及振动等各种问题，使轴承不能充分发挥作用。
因此对于轴承来说，由于承受载荷旋转，一般应过盈配合使之牢固地与轴或外壳固定。
1.2 轴及外壳的尺寸公差与配合
    公制系列的轴及外壳孔的尺寸公差已由GB/T27593《滚动轴承与轴和外壳的配合》标准化，从中选定尺寸公差即可确定轴承与轴或外壳的配合。轴及外壳孔的尺寸公差与0级精度的轴承的配合关系
如图1.1所示
1.3 配合的选择
一般按下述原则进行。
    根据作用轴承的载荷方向、性质及内外圈的哪一方旋转，则各套圈所承受的载荷可分为旋转载荷、静止载荷或不定向载荷。承受旋转载荷及不定向载荷的套圏应取过盈配合，承受静止载荷的套圈，可取过渡配合或间隙配合。
轴承载荷大或承受振动、冲击载荷时，其过盈须增大。采用空心轴、薄壁轴承箱或轻合金、
    塑料轴承箱时，也须增大过盈量。
    要求保持高旋转精度时，须采用高精度轴承，并提高轴及轴承箱的尺寸精度，避免过盈量过大。如果过盈量太大，可能使轴或轴承箱的几何形状精度影响轴承套圈的几何形状，从而损害轴承的旋转精度。
    非分离型轴承内外圈都采用过盈配合，则轴承安装、拆卸极为不便，最好将内外圈的某一方
釆用间隙配合。
(1)载荷性质的影响
轴承载荷根据其性质可分为内圈旋转载荷、外圏旋转载荷及不定向载荷，其与配合的关系如表1.1所示。
图1.1轴及外壳孔的尺寸公差与配合的关系
 
图1.1载荷的性质与配合的关系
(2)载荷大小的影响
内圈在径向载荷作用下，半径方向即被压缩又有所伸展，周长趋于微小增加，因此初始过盈将减少。
过盈减少量可由下式计算：
这里，
△dF：内圈的过盈减少量，mm
d：轴承公称内径,mm
B：内圈公称宽度，mm
Fr：径向载荷，N{kgf}
Co：基本额定静载荷，N{kgf}
因此，当径向载荷为重载荷(超过Co值的25%)时，配合必须比轻载荷时紧。
若是冲击载荷，配合必须更紧。
(3)配合面粗糙度的影响
    若考虑配合面的塑性变形，则配合后的有效过盈受配合面加工质量的影响，近似地可用下式表示：
这里，
△deff：有效过盈量，mm
△d：名义过盈量，即测量过盈量，mm
D：轴承公称内径，mm
(4)温度的影响
    一般来说，运转时的轴承温度高于周边温度，而且轴承带载荷旋转时，内圈温度高于轴温，因此热膨胀将使有效过盈减少。现设轴承内部与外壳周边的温差为△t，则不妨可假定内圈与轴在配合的温差近似地为(0.10～0.15)△t
因此温差产生的过盈减少量△dt可由下式计算：
这里，
△d：温差产生的过盈减少量，mm
△t： 轴承内部与外壳周边的温差，℃
α： 轴承钢的线膨胀系数，(12.5×
10-5)1/℃
d：轴承公称内径，mm
因此，当轴承温度高于轴温时，配合必须紧。
另外，在外圈与外壳之间，由于温差或线膨胀系数的不同，反过来有时过盈也会增加。因此在考虑和用外圈与外壳面之间的滑动避让轴的热膨胀时，需要加以注意。
(5)配合产生的轴承内部最大应力
    轴承采用过盈配合安装时，套圈会膨胀或收缩从而产生应力。
应力过大时，有时套圏会破裂，需要加以注意。
配合生产的轴承内部最大应力可由表1.2中的公式计算。作为参考值，取最大过盈不超过轴径的1/1000或由表1.2的计算式得到的最大应力σ不大于120MPa{12kgf/mm2}为安全。
(6)其它
    精确性要求特别高时，应提高轴与外壳的精度，与轴相比，一般外壳难加工、精度低，因此放松外圈与外壳的配合为宜。
    采用空心轴及薄壁外壳时，配合必须比通常紧。采用双半型外壳时，应放松与外圈的配合。对于铸铝或轻合金外壳，配合必须比通常紧一些。
图1.2配合产生的轴承内部最大应力
这里，
σ：最大应力，MPa{kgf/mm2}
D：轴承公称内径，mm
Di：内圈滚道直径，mm
球轴承di=0.2(D+4d)
滚子轴承di=0.25(D+3d)
△deff：内圈的有效过盈，mm
D0：空心轴半径，mm
De：外滚道直径，mm
球轴承de=0.2(4D+d)
滚子轴承de=0.25(3D+d)
D：轴承公称外径，mm
△deff：外圈的有效过盈，mm
Dh：外壳外径，mm
E：弹性模量,2.08×105MPa{21
200kgf/mm2}
 
 
 

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